葡萄收获机传动部分机械设计课程设计.doc

机械设计课程设计
说明书

设计题目：葡萄收获机传动部分

目录
一、 设计任务 1
1.总体布置图 1
2.工作情况 1
3.原始数据: 1
4.设计任务 1
5.设计内容 1
二、 传动方案的拟定及说明 2
三、电动机的选择 2
1、电动机容量的选择 2
2、电动机转速的选择 2
四、确定传动装置的总传动比和分配传动比 3
五、计算传动装置的运动和动力参数 3
六、传动件的设计计算 4
1、设计V带和带轮 4
2、 齿轮的设计 7
1、高速级部分齿轮传动的设计 7
2、 低速级部分齿轮传动的设计 13
七、轴的设计 17
1、高速轴的设计 17
2、中速轴的设计 19
3、低速轴的设计 22
八、滚动轴承的选择及计算 25
1. 高速轴上的轴承 25
2. 中速轴上的轴承 26
3. 低速轴上的轴承 28
九、键联接的选择及校核计算 28
1、V带轮处的键 29
2、中速轴上大齿轮处的键 29
3、中速轴上小齿轮处的键 29
4、中速轴上连接联轴器的键 29
5、低速轴上大齿轮处的键 29
6、低速轴上连接联轴器的键 29
十、箱体的的结构设计 30
十一、润滑的选择和计算 32
齿轮的润滑 32
轴承的润滑 32
十二、密封的选择 32
课程设计总结 32
参考文献 32

一、
二、 设计任务
设计题目:葡萄收获机传动部分(由发动机到执行部分的传动部分，至少需要两路输出）
1.总体布置图

2.工作情况
工作平稳、单向运转
3.原始数据:
输出力矩1（Nm）
输出速度1（r/min）
输出力矩2（Nm）
输出速度2（r/min）
5
12
150
30

4.设计任务
（1）葡萄收获机传动部分（由电动机到执行部分的传动部分，两路输出）装配图1张（A0或A1）；
(2）零件图4张（箱体、轴、齿轮等重要的非标准件）；
(3）设计计算设计说明书1份（10000字左右）。
5.设计内容
(1)传动装置总体设计方案 
(2)电动机的选择
(3)确定传动装置的总传动比和分配传动比
(4)计算传动装置的运动和动力参数
(5)设计V带和带轮 
(6)齿轮的设计
(7)传动轴及其轴上零件的设计与校核
(8)箱体结构设计
(9)润滑密封设计

三、 传动方案的拟定及说明
电机输出后通过离心离合器将动力传递带小带轮上，通过带传动将能量输出到减速箱内，再通过展开式减速箱的二级齿轮传动达到任务要求的输出转速和转矩指标，通过第二根和第三根轴输出，其中第二根轴是输出高转速，第三根轴输出低转速。一级齿轮传动减速采用斜齿轮，二级齿轮传动采用圆柱直齿轮传动。
三、电动机的选择
1、电动机容量的选择

查表可知，V带传动的效率，通用减速器齿轮精度为6~8级，选择圆柱齿轮精度为7级，其传动效率

可得工作机所需电动机功率

电动机额定功率。
由于负载是稳定的，无需进行过载能力的校核：当电动机不带动负载时，也无需进行启动条件的校核。
2、电动机转速的选择
传动系统选择V带传动和两级圆柱齿轮减速器（展开式），其中V带传动的常用传动比为2~4，最大传动比为7；两级圆柱齿轮减速器（展开式）的传动比为8~40，要求的输出转速分别为

所以电动机转速

对比上述三种方案，方案2比较合适，所以选择电动机型号Y90S-6,其额定功率
四、确定传动装置的总传动比和分配传动比
对于低转速输出轴,总的传动比为
对于高转速输出轴,总的传动比为
V带传动的常用传动比为2~5,由于低速输出轴的总传动比较高,故V带传动选用较高的传动比,取.
则减速器对应于两个输出轴的传动比分别为

高速级传动比
传动系统的各级传动比分别为

五、计算传动装置的运动和动力参数
①各轴转速

②各轴功率

③各轴转矩

六、传动件的设计计算
1、设计V带和带轮
①确定计算功率
传动系统的工作载荷较稳定,变动微小,一般为空载或轻载启动,假设每天工作时
间为10~16小时,则工作状况系数
计算功率

小带轮转速n=910 r/min
②选择V带的带型
根据计算功率和小带轮转速n，可确定V带的带型为Z

Z带的截面尺寸为
普通V带的带型
节宽

顶宽
b/mm
高度
h/mm
横截面积
A/
楔角
Φ
Z
8.5
10.0
6.0
47

③确定带轮的基准直径并验算带速v
V带Z型槽的最小基准直径=50mm，一般情况下，应保证。
初选小带轮的直径
V带的带速不宜过低或过高，一般应使v=5~25 m/s,最高不应超过30 m/s。
带速v=4764mm/s=4.8m/s，符合一般要求。
计算大带轮的基准直径
再根据普通V带轮的基准直径系列表加以适当圆整，
选择大带轮的基准直径

④确定中心距a并选择V带的基准长度
初定中心距为

所以所选的中心距范围为420mm≤≤1200mm
初选中心距=600mm。
计算相应的带长

带的基准长度根据选择，
传动的实际中心距近似为

考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张
紧的需要，常给出中心距的变动范围

⑤验算小带轮上的包角
小带轮上的包角小于大带轮上的包角，小带轮上的总摩擦力小于大带轮上的总
摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生
为了提高带传动的工作能力，应使

符合要求。

⑥确定带的根数z

⑦确定带的初拉力
单根V带的所需的最小初拉力为
对于先安装的V带，初拉力
⑧计算带传动的压轴力
为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力

⑨V带轮的设计
因为功率较小，所以带轮材料可选工程塑料。

2、 齿轮的设计
1、高速级部分齿轮传动的设计
①选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
根据传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动。
减速器的速度不高，选用7级精度（GB 10095-88）。
小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度
为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。
选择小齿轮齿数为20，大齿轮齿数
选取螺旋角β。初选螺旋角β=.
②按齿面接触强度设计
由设计计算公式进行试算，即

试选
小齿轮传递的转矩
选取齿宽系数
选择区域系数
斜齿轮传动的端面重合度
材料的弹性影响系数
齿数比μ=6.1
按齿面硬度差的小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触
疲劳强度极限。
计算应力循环次数

取接触疲劳寿命系数

计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，

许用接触应力

试算小齿轮的分度圆直径由公式算得

计算圆周速度。

计算齿宽b及模数

计算纵向重合度

计算载荷系数K
已知使用系数,根据v=0.357 m/s，7级精度，查图可得动载系数;
查表得根据b/h=9.14,，查图得查表
得
故动载系数

按实际动载荷系数校正所算出的分度圆直径，

计算模数

③按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式为

查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
取弯曲疲劳寿命系数
计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，

计算载荷系数

根据纵向重合度可查图得螺旋角影响系数
计算当量齿数

查取齿形系数
查取应力校正系数
计算大、小齿轮的,并加以比较。

大齿轮的数值大
设计计算

对比此结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的
模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面
接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的
模数1.5 mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触
疲劳
强度算得的分度圆直径来计算齿数。

取。
④几何尺寸计算
计算中心距

将中心距圆整为142 mm
按圆整后的中心距修正螺旋角

因β值改变不多，所以参数等不必修正。
计算大、小齿轮的分度圆直径

计算齿轮宽度

圆整后取
2、 低速级部分齿轮传动的设计
①齿数的选择
选择直齿轮，选小齿轮数为，大齿轮齿数，初选螺旋角ß=。
②按齿面接触强度设计
按设计计算公式（10-21）进行试算，即

确定公式内的各计算数值
试选择载荷系数 。
小齿轮传递的转矩 。
由表10-7选取齿宽系数 。
由表10-6查得材料弹性影响系数。
由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。
由式10-13计算应力循环次数。

由图10-19查得接触疲劳寿命系数

计算接触疲劳许用应力：
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得

许用接触应力

计算
试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

计算圆周速度

计算齿宽b及齿高比

计算载荷系数K
根据,7级精度，由图10-8查的动载系数；
直齿轮，
由表10-2查得使用系数
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。
由查图10-13得；故载荷系数

按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得

计算模数m
,
③按齿根弯曲强度设计
由式(10-5)得弯曲强度的计算公式为

确定计算数值
由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；
由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数
计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得

计算载荷系数

查取齿形系数
由表10-5查得
查取应力校正系数
由表10-5查得
计算大、小齿轮的，并加以比较

大齿轮的数值大
设计计算

对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的的模数2.53并就近圆整为标准值mm，按接触强度算的的分度圆直径，算的小齿轮齿数

大齿轮齿数
这样设计出齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4.几何尺寸计算
计算分度圆直径

计算中心距

计算齿轮宽带

取
5.结构设计及绘制齿轮零件图（见附录）

高速级
低速级
小齿轮
大齿轮
小齿轮
大齿轮
传动比
　6.1
　2.5
模数（mm）
　1.5
　3
螺旋角

中心距（mm）
　142
　136.5
齿数
　26
　158
　26
　65
齿宽
　45
　40
　84
　78
直径（mm）
分度圆
　40
　237
　78
　195
齿根圆
　43.5
　241.5
　84
　201
齿顶圆
　35
　233
　70.5
　187.5

七、轴的设计
1、高速轴的设计
(1) 高速轴上的功率、转速和转矩

功率(KW)
转速 (r/min)
转矩(N·mm)
0.499
182
26200
(2) 作用在轴上的力
已知低速轴上齿轮的分度圆直径为，则

(3) 初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调制处理。取于是得

高速轴的最小直径显然是与V带轮连接出的轴直径，取此处直径为22mm。
(4) 轴的结构设计
选用下图所示的装配方案
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ

根据轴向定位的要求确定轴的隔断直径和长度
1）为了满足V带轮的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径=23mm。V带轮与轴配合的长度L1=80mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取=76。

2)初步选择滚动轴承。因轴承同时承受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚
子轴承。参照工作要求并根据由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为d×D×T=25×52×17，故取,
3） 轴上齿轮的的分度圆直径为40，有轮毂为45mm,故取。
4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据
轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器
右端面间的距离L=30mm，故取。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
轴上零件的周向定位
齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由表查得
V带轮与轴的连接，选用平键为8mm×7mm×65mm，V带轮与轴的配合为。
滚动轴承与轴的是用过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
确定轴上圆角和倒角尺寸
查表，去轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径见图。
轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合说明
Ⅰ-Ⅱ
76
22
与V带轮连接
Ⅱ-Ⅲ
50
23
与端盖配合，做V带轮的轴向定位
Ⅲ-Ⅳ
27.5
25
与滚动轴承30205配合
Ⅳ-Ⅴ
45
40
为轴上齿轮
Ⅴ-Ⅵ
91.5
30
定位轴环
Ⅵ-Ⅶ
30
25
与滚动轴承配合，并用挡圈进行轴向定位

总长度
369mm

（5）求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册
中查取a值。对于30205型圆锥滚子轴承，由手册查得a=12.6mm。因此，作为
简支梁的轴的支撑跨距122+56=178mm。根据轴的计算简图做出轴的弯
矩图和扭矩图。
根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图
可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于
下表。
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
，
，
C截面弯矩M

总弯矩

扭矩

（6）按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的
强度。根据上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取
α=0.6，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调制处理，查得[]=60MPa。因此[]，
故安全。
2、中速轴的设计
(1) 中速轴上的功率、转速和转矩

转速（）
低速轴功率（）
转矩（）
30
0.0479
153
(2) 作用在轴上的力
已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则

已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则

(3) 初步确定轴的最小直径
1）先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d1
2）为了使所选轴直径与联轴器孔径相配合，故需同时选取联轴器号。联轴器的计算转矩 Tca=KAT3 查表14-1,考虑到转矩变化小，可取KA=1.3 则Tca=KAT3=1.3×153=198.9N·m， 查按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册选用LT6型弹性套柱销联轴，其公称转矩为250N·m。半联轴器的孔径d=32mm，=32mm，半联轴器长度L=82mm， 半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm
(4) 轴的结构设计
拟订轴上零件的装配方案（如图）

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅱ-Ⅲ轴段端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径=38mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略短一些，现取=58mm。
2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=40mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308X2，其尺寸为d×D×T=40mm×62mm×15mm。
3）取安装齿轮处的轴段直径=45mm，齿轮的轴端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂宽度B=40mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂长度故取=36mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=2.5mm，则轴环直径=48mm，轴环宽度b≥1.4h，取=12mm。
4）轴承端盖的总宽度为20m（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取50mm。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，按=45mm由表6-1查的平键截面14mm×9mm，键槽用键槽铣刀加工，长为25mm，同样与小直齿轮配合的平键采用14mm×9mm×70mm为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6，同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为10mm×8mm×42mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。
确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角，各轴肩处圆角半径见图

轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合说明
Ⅰ-Ⅱ
58
32
与联轴器键联接配合
Ⅱ-Ⅲ
50
38
与透盖配合，做联轴器的轴向定位
Ⅲ-Ⅳ
31
40
与滚动轴承30308配合，并进行轴向定位
Ⅳ-Ⅴ
80
45
与圆柱小直齿轮以键配合
Ⅴ-Ⅵ
12
48
定位轴环
Ⅵ-Ⅶ
36
45
配合大齿轮以键联接配合
Ⅶ-Ⅷ
34
40
与滚动轴承30308配合
总长度
301

（5） 求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于6004型深沟球轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴的支撑跨距为+

根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

B截面弯矩M

总弯矩

扭矩

（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度
根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力

已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。
3、低速轴的设计
（1）低速轴上的功率、转速和转矩
转速（）
低速轴功率（）
转矩（）
12
0.00672
5.3
（2）作用在轴上的力
已知低速轴上齿轮的分度圆直径为，宽度B=则

（3）初步确定轴的最小直径
1） 先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d1
2）为了使所选轴直径与联轴器孔径相配合，故需同时选取联轴器号。联轴器的计算转矩 Tca=KAT3 查表14-1,考虑到转矩变化小，可取KA=1.3 则Tca=KAT3=1.3×5=6.5N·m， 查按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册选用LT2型弹性套柱销联轴，其公称转矩为16N·mm。半联轴器的孔径d=14mm，=14mm，半联轴器长度L=32mm， 半联轴器与轴配合的毂孔长度.=20mm
(5) 轴的结构设计
拟订轴上零件的装配方案（如图）

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（1）为了满足半联轴器的轴向定位， Ⅶ-Ⅷ轴段左端需制出一轴肩，故取Ⅵ-Ⅶ 段的直径=18mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度=20mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅶ-Ⅷ段的长度应比略短一些，现取=18mm。
（2）初步选择滚动轴承。轴承只受径向力故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据=18mm 选取标准精度级的深沟球轴承6204，其尺寸，d×D×B=20×47×14 故取==20mm，=14mm。
右端端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得6204型轴承的定位高度h=2.5mm，因此，取得=30。
3） 取安装齿轮处的轴段直径=30mm，齿轮的轴端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂宽度B=78mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂长度故取=74mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=2.5mm，则轴环直径=35mm，轴环宽度b≥1.4h，取=12mm。
4） 轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取50mm。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，按由表6-1查的平键截面8mm×
7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为60mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6，同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为5mm×5mm×10mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。
确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角，各轴肩处圆角半径见图

轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合说明
Ⅰ-Ⅱ
34
20
与滚动轴承6204配合，并进行轴向定位
Ⅱ-Ⅲ
74
30
与大齿轮以键联接配合
Ⅲ-Ⅳ
12
35
轴环
Ⅳ-Ⅴ
50
30
轴肩定位
Ⅴ-Ⅵ
24
20
与滚动轴承6204配合
Ⅵ-Ⅶ
50
18
与端盖配合，做联轴器的轴向定位
Ⅶ- Ⅷ
18
14
与联轴器键联接配合
总长度
262mm

（5） 求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于6004型深沟球轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴的支撑跨距为

根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

B截面弯矩M

总弯矩

扭矩

（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度
根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力

已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。
八、滚动轴承的选择及计算
轴承预期寿命
1. 高速轴上的轴承
选用30205型圆锥滚子轴承，查《机械课程设计简明手册》表8-26得 ，

(1)求两轴承所受到的径向载荷和
由高速轴的校核过程中可知：
，
，

(2)求两轴承的计算轴向力和
由《机械设计》表13-7得

因为
所以

(3)求轴承当量动载荷和

取载荷系数

(4)验算轴承寿命
因为，所以按轴承2的受力大小验算

故所选轴承满足寿命要求。
2. 中速轴上的轴承
选用32908X2型圆锥滚子轴承，查《机械课程设计简明手册》表8-26，得 ，

(1)求两轴承所受到的径向载荷和
由中速轴的校核过程中可知：
，
，

(2)求两轴承的计算轴向力和
由《机械设计》表13-7得

因为
所以

(3)求轴承当量动载荷和

由《机械设计》表13-6，取载荷系数

(4)验算轴承寿命
因为，所以按轴承2的受力大小验算

故所选轴承满足寿命要求。
3. 低速轴上的轴承
选用6204深沟球轴承，查《机械课程设计简明手册》表8-23，得
(1)求两轴承所受到的径向载荷和
由高速轴的校核过程中可知：

(2)求轴承当量动载荷和
由《机械设计》表13-6，取载荷系数

(3)验算轴承寿命
因为，所以按轴承1的受力大小验算

故所选轴承满足寿命要求。
九、键联接的选择及校核计算
由《机械设计》式(6-1）得
键、轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计》表6-2，取
1、V带轮处的键
取普通平键8×7×65GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

2、中速轴上大齿轮处的键
取普通平键14×9×25GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

3、中速轴上小齿轮处的键
取普通平键14×9×70GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

4、中速轴上连接联轴器的键
取普通平键10×8×42GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

5、低速轴上大齿轮处的键
取普通平键8×7×60GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

6、低速轴上连接联轴器的键
取普通平键5×5×10GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

联接挤压强度不够，而且相差甚远，因此考虑采用双键，相隔180°布置。
则该双键的工作长度为

十、箱体的的结构设计
箱体起着支承轴系、保证传动件和轴系正常运转的重要作用，选用箱体结构形式为剖分式，箱体的毛坯制造方法为铸造箱体。材料选用牌号为HT200的灰铸铁。
箱座高度
对于传动件采用浸油润滑的减速器，箱座高度除了应满足齿顶圆到油池底面的距离不小于30~50mm外，还能使箱体能容纳一定量的润滑油，以保证润滑和散热。
箱底至箱底内壁的距离：=20mm。
最大的齿顶圆的直径：=243.8mm。
由箱座高度为

取H=180mm。
箱体结构尺寸如下表所示。

箱体结构尺寸（单位：mm）
名称
尺寸数值
箱座壁厚δ
。取δ=15。
箱盖壁厚δ1

箱体凸缘厚度b、b1、b2
箱座；
箱盖；
箱底座
加强肋厚m、m1
箱座
箱盖
地脚螺钉直径df

地脚螺钉数目n
4
轴承旁连接螺栓直径d1

箱盖、箱座连接螺栓直径d2

轴承盖螺钉直径d3

轴承盖（轴承座端面）外径D2
高速轴D2=82
中速轴D2=92
低速轴 D2=77
观察孔盖螺钉直径d4

df、d1、d2至箱外壁距离C1；df、d2至凸缘边缘的距离C2
C1=10；C2=8
轴承旁凸台半径R1
R1=C2=8
箱体外壁至轴承座端面距离l1
C1+C2+5~10=10+8+（5~10）=23~28

箱体要有足够的刚度
箱座、箱盖、轴承座、底座凸缘等的壁厚尺寸、肋板和轴承座螺栓凸台的设计如表4-9所示。
箱体附件的选择
（1）窥视孔和视孔盖
窥视孔应设在箱盖顶部能看见齿轮啮合区的位置，大小以手能伸入箱体内检查操作为宜。
窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并考虑密封。
（2）通气器
通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。
选择通气器类型的时候应考虑其对环境的适应性，其规格尺寸应与减速器大小相适应，在此采用M18×1.5
（3）油面指示器
油面指示器应设置在便于观察且油面较稳定的部位，如低速轴附近。
油标尺的结构简单，在减速器中较常采用。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。装有隔离套的油尺可以减轻油搅动的影响。油标尺安装位置不能太低，以避免油溢出油标尺座孔。在此选用油标尺M16
（4）放油孔和螺塞
放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，座箱上装螺塞处应设置凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以避免排油不净。现选用外六角油塞及垫片M16×1.5
（5）起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳。其结构尺寸在设计时可以进行适当修改。
（6）定位销
常采用圆锥销作定位销。两定位销之间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并应作非对称布置。定位销的长度应大于箱盖、箱座凸缘厚度之和。
（7）起盖螺钉
起盖螺钉设置在箱盖联接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。起盖螺钉直径可与箱盖凸缘螺钉直径相同，螺钉端部制成圆柱形并光滑导角或制成半球形。

十一、润滑的选择和计算
齿轮的润滑
因齿轮的圆周速度较小，所以才用浸油润滑的润滑方式。
高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。
选用牌号为L-AN32的全损耗系统用油，其主要用于一般机床齿轮减速箱、中小型机床导轨。
轴承的润滑
因润滑油中的传动零件（浸油齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑。
十二、密封的选择
输入端和输出端滚动轴承选用毡圈密封。其适用于毡圈处轴的表面圆周速度较小的场合，对粗、半粗及航空用毡圈其最大圆周速度分别为3m/s、5m/s、7m/s，工作温度t≤90°C。因此，现选用的型号分别为：输入端选用毡圈16FZ/T92010-91，输出端选用毡圈55FZ/T92010-91。

课程设计总结
参考文献
【1】 吴洁、宗振奇.机械设计课程设计[M].北京：冶金工业出版社，2011
【2】 骆素君、朱诗顺.机械课程设计简明手册[M].北京：化学工业出版社，2006
【3】 濮良贵、纪名刚.机械设计[M].北京：高等教育出版社,2006
【4】 季林红、闫绍泽.机械设计综合实践[M].北京：清华大学出版社，2011。
【5】 殷玉枫.机械设计课程设计[M].北京：机械工业出版社，2006.

零件及装配的三维截图

高速轴

中速轴

低速轴

大斜齿轮

大直齿轮

装配图